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1、目录第一章 摘要和前言81.1 摘要81.1.1 中文摘要81.1.2 英文摘要81.2 关键词81.2.1 中文关键词：81.2.2 英文关键词：81.3 前言91.3.1 中文前言91.3.2 英文前言9第二章 设计题目和方案的选择与比较102.1 设计题目102.2 方案的选择与比较：11第三章 电动机的选择133.1 电动机的类型和结构形式133.2 电动机容量133.3 电动机额定功率133.4 电动机的转速143.5 电动机的技术数据和外形，安装尺寸14第四章 传动装置的运动和动力参数的计算154.1 传动装置总传动比154.2 分配各级传动比154.3 计算传动装置的运动和动力参
2、数15第五章 传动件的设计计算175.1 v带的设计175.1.1已知条件和设计内容175.1.2设计步骤和方法175.2 高速级齿轮传动设计195.2.1 选择材料、精度及参数195.2.2 按齿面接触强度设计195.2.3 按齿根弯曲强度设计215.2.4几何尺寸计算235.3 低速级齿轮传动设计235.3.1 选择材料、精度及参数235.3.2 按齿面强度设245.3.3 按齿根弯曲强度设计265.3.4几何尺寸计算27第六章 轴的设计校核286.1 轴的基本设计286.1.1 轴的材料选择286.1.2 轴的最小直径估算286.2 轴的结构设计296.2.1 高速轴的结构设计296.2
3、.2中间轴的结构设计296.2.3 低速轴的结构设计：306.3 轴的校核316.3.1 轴的力学模型的建立316.3.2 绘制轴的力学模型图316.3.3计算轴上的作用力316.3.4 轴的材料的机械性能326.3.5 危险截面上的应力336.3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度336.4 键的选择和校核336.5 滚动轴承的选择和校核346.5.1 滚动轴承的选择34第七章 减速器附件选择367.1 箱体主要结构尺寸的确定367.2 箱内传动件轮廓位置及其相对位置的确定367.3 箱体内壁位置的确定377.4 减速器内部轴系结构的设计377.5 设计箱体及其附件的结构37第八章 参考资料及设
4、计小结398.1 参考文献398.2 小结398.3 致谢39第一章 摘要和前言1.1 摘要1.1.1 中文摘要学习了一个学期的机械设计课程，都是理论上的东西。而课程设计就是让我们将一个学期以来学习到的东西和其他科目融会贯通的一个过程。本次我们设计的是减速箱，减速箱的种类很多。我们要在给定的条件下学着用课本知识选择我们认为最合适的方案进行设计计算和校核计算。以下是我在给定的一组数据下设计减速箱的全部过程。1.1.2 英文摘要Learning is a term of mechanical design course, are theoretically. But the curriculum
5、design is to make a semester we will have to learn things and other subjects, a process of mastery.This is our design reducer, gear box of many different kinds. We will appreciate the given conditions with textbook knowledge that we choose the most suitable solution design calculation and check calc
6、ulation.Below is my given a set of data under all reducer design process.1.2 关键词1.2.1 中文关键词：减速箱 齿轮 轴 箱体 附件 设计1.2.2 英文关键词：speed reducer、gear、shaft、box、accessories、design1.3 前言1.3.1 中文前言机械设计是一门以机器为研究对象的学科。机械设计课程设计是使学生利用材料力学的基本知识和机械原理课程的基本原理和方法的重要环节，来进行机器的设计。是培养学生“初步具有确定机器设计方案，分析和设计机械的能力”及“开发创新能力”的一种手段
7、。我们将从机构的运动学以及机器的动力学入手，研究机器设计的确定性和可能性，并进一步讨论机器的组成原理，并利用计算机软件在机器设计阶段进行提出的多方案的对比。对设计方案的结构强度、刚度、和动力学特性进行精确分析。在设计机器的过程中，充分考虑到机器的使用功能要求，经济性要求，劳动保护和环境保护要求靠性的要求。1.3.2 英文前言Mechanical design is a machine for research object. Mechanical design course is designed to enable students to use material mechanics and
8、 mechanical principles course is the basic principle and method, the important link to the machine design. Is to cultivate students preliminary design scheme is determined machine, analysis and design of mechanical ability and the development innovation ability . We will be built from the dynamics o
9、f machines and machine design and research of uncertainty and probability, and further discussed the principle, and machine using computer software in the design stage machinery schemes. The design scheme of structure strength, stiffness and dynamic characteristic of accurate analysis. In the design
10、 of the machine process, fully consider the use function of machine, economy, labor protection and environmental protection request by sex requirement.第二章 设计题目和方案的选择与比较2.1 设计题目带式运输机传动装置的设计1V243F1.电机 2.传动装置 3.工作鼓轮 4.输送带图2-1型砂输送机的传动示意图已知条件：1 工作环境：一般条件，通风良好；2 载荷特性：连续工作，近于平稳，单向运转；3 使用限期：8年，每日两班制工作；4 卷筒效
11、率：=0.96；5 运输带允许速度误差：+5%；6 生产规模：成批生产。原始数据：学号鼓轮直径D（mm）输送带速度V（m/s）输出转矩T（N.m）07030204284500.904002.2 方案的选择与比较：根据对拟定的多种方案进行比较，制定合理的传动方式。方案一：二级圆柱齿轮传动又分为两种情况（a） 二级直齿圆柱齿轮传动（b） 高速级采用斜齿圆柱齿轮，低速级采用直齿圆柱齿轮图2-2二级圆柱齿轮传动方案二：二级圆柱圆锥减速器图2-3二级圆柱圆锥减速器 方案一：a方案总传动比比较大，结构简单，布局一般，传动效率好，加工比较方便，且适合长期的工作环境。但齿轮相对于轴承为不对称布置。因而沿齿宽载
12、荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。 b方案与a方案着相同的优点，但它与a方案不同的是在工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮获得较小的传动几何尺寸，也就是说，斜齿轮直齿轮传动具有较大的承载能力。方案二：该方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径，大模数的锥齿轮，所以一般不采用。综合比较，考虑符合工作要求以及经济合理，可以选择方案一中的a方案(如下图)。第三章 电动机的选择3.1 电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3.2 电动机容量(1) 由输送带速度v与卷筒直径D卷筒转速的关系求(2) 卷筒轴的输
13、出功率Pw(3) 电动机输出功率=/传动装置的总效率式中，工作机效率=0.95由表2-4查得：取弹性联轴器=0.99；滚动轴承=0.99；单级闭式圆柱齿轮=0.97； v带传动=0.95则：故 =/=1.6/0.816=1.962kw3.3 电动机额定功率由机械设计指导书第十六章表16-1选取电动机额定功率=2.2kw3.4 电动机的转速为了便与选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1查得V带传动常用传动比范围,单级圆柱齿轮传动比范围, 则电动机转速可选范围为可见同步转速为1000r/min、1500r/min的电动机均符合。这里初步选同步转速分别为1000r/min、1500r
14、/min的两种电动机进行比较，如下表：表3-1两种电动机的基本信息方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速(r/min）总传动比同步满载1Y112M-62.21500143037.432Y100L1-42.2100094024.6由表中数据可知两个方案均可行，但由于方案1电动机比较常见而且价格低，总传动37.43，因此，可采用方案1，选定电动机的型号为Y112M-6，查第十六章表16-2知，该电动机中心高H=112mm，轴外伸长度为60mm。第四章 传动装置的运动和动力参数的计算4.1 传动装置总传动比4.2 分配各级传动比取V带传动的传动比，则减速器的总传动比为高速级的传动比低速级的传动比的
15、传动比所得,值符合一般圆柱齿轮和二级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4.3 计算传动装置的运动和动力参数电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴。(1) 对电动机轴0轴(2) 高速轴I轴(3) 中间轴II轴(4) 低速轴III轴计算结果汇总列表如下：表4-1运动和动力参数汇总表项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)1430476.67118.36838.21功率（kw）2.22.092.0071.927转矩（Nm）14.69241.873161.926481.624传动比34.0273.096效率0.950.960.96第五章 传动件的设计计算5.1 v带
16、的设计在这里选择v带，主要是因为v带传动时产生的摩擦力比较大，允许的传动比也比较大，结构紧凑。目前v带也已标准化，且使用v带，可以防止振动，使冲击力减小，便于运输。5.1.1已知条件和设计内容设计v带传动包括选择带传动的工作条件，传动位置及结构尺寸，初拉力和压周力，张紧装置等5.1.2设计步骤和方法 （1） 确定计算功率电动机额定功率，查表得工况系数=1.2 故（2） 选择V带带型根据, 由课本P157图8-11得：选用Z型V带（3） 确定小带轮基准直径并验算带速va) 由于V带为A型，根据课本表8-6和表8-8，选取小带轮的基准直径为=90mmb) 验算带速v,按式(8-13)得因为5m/s
17、v30m/s 所以带速适合c) 计算大带轮基准直径，由式(8-15)计算根据表8-8，圆整的=280mm（4） 确定V带中心距a和基准长度a) 根据课本P152式（8-20）得初选中心距b) 由式8-22计算带基准长度由表8-2选带基准长度c) 按式8-23计算实际中心距a（5） 验算包角因此小带轮包角合适（6） 计算带的根数za) 计算单根V带的额定功率由和查表8-4a得v带的额定功率由和i=3.0及Z型带查表8-4b得由表8-5得，由表8-2得b) 计算V带根数z ，取z=6根。5.2 高速级齿轮传动设计5.2.1 选择材料、精度及参数1) 齿轮类型：选用斜齿圆柱齿轮传动2) 精度等级：因
18、为此带式输送机为一般工作机器，速度较高，故选用8级精度（GB 1009588）3) 材料：查表10-1小齿轮： 40Cr，调质，齿面硬度为280HBS大齿轮: 45钢, 调质，齿面硬度为240HBS4) 齿数:选小齿轮=24,大齿轮5) 选取螺旋角：初选螺旋角为5.2.2 按齿面接触强度设计1) 确定公式内的各计算数值a) 试选b) 由图10-30选取区域系数c) 由图10-26查得则d) 许用接触应力(1) 计算小齿轮传递的转矩。(2) 由表10-7选齿宽系数(3) 由表10-6查得材料的弹性影响系数(4) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限(5
19、) 由式10-13计算应力循环数由给定工作条件知：齿轮使用寿命为8年，每日两班制，工作连续单向运转，载荷平稳，小齿轮输入转速n=476.67(6) 由图10-19取接触疲劳寿命系数(7) 计算接触疲劳许用应力(取失效概率为1%安全系数S=1)由式10-12得： 2) 计算a) 计算小齿轮分度圆直径b) 计算圆周速度c) 计算齿宽b及模数.d) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K根据v=1.042m/s,8级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.1;由表10-3查得=1.4;由表10-2查得使用系数=1从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置，考虑齿轮为7级精度，取=1.423，
20、另由图10-13查得=1.35，故载荷系数f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。 g) 计算模数5.2.3 按齿根弯曲强度设计(1) 确定计算参数a) 计算载荷系数kb) 根据纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数由表10-5查得e) 查取应力校正系数由表10-5查得f) 计算大小齿轮的并加以比较由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88,=0.95；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得(2) 设计计算取标准值m =1.5mm对比计算结果，由齿
21、面接触强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度设计的法面模数。取m =1.5mm可满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度设计计算的分度圆直径d=45.75mm来计算应有齿数：，取，则 5.2.4几何尺寸计算(1) 计算中心距圆整为116mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角由于值改变不多，故参数等不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径(4) 计算齿轮宽度(5)圆整后取 5.3 低速级齿轮传动设计5.3.1 选择材料、精度及参数a) 齿轮类型：按传动装置，传动方案中选用直齿圆柱齿轮传动b) 精度等级：与高速级一致c) 材料：小齿轮:40Cr,调质，齿面硬度为280HB
22、S大齿轮：45钢，调质，齿面硬度为240HBSd) 齿数：选小齿轮,大齿轮取5.3.2 按齿面强度设计由 1) 确定公式内的各计算数值a) 试选Kt=1.3b) 计算小齿轮传递的转矩。c) 由图10-7查得d) 由表10-6查得材料的弹性影响系数e) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限f) 由式10-13计算应力循环次数。g) 由图10-19取接触疲劳寿命系数h) 计算接触疲劳许用应力(失效概率1%，安全系数S=1)由式(10-12)得2) 计算a) 试算小齿轮分度圆直径b) 计算圆周速度。c) 计算齿宽d) 计算模数及齿高：e) 计算载荷系数K。
23、由表10-2查得使用系数=1;根据v=0.465m/s,8级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.07;由表10-3查得=1; 从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置，考虑齿轮为8级精度，取=1.453，另由图10-13查得=1.35故载荷系数f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。g) 计算模数5.3.3 按齿根弯曲强度设计 (1) 确定计算参数a) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa;b) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.95, =0.98；c) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4
24、，由式10-12得d) 计算载荷系数ke) 查取齿形系数。由表10-5查得=2.65；=2.226f) 查取应力校正系数。由表10-5查得=1.58；=1.764g) 计算大、小齿轮的并加以比较。经比较，大齿轮的数值较大。(2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的结果摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。可取由由齿根弯曲疲劳强度计算的模数并就近圆整为m=2.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮的齿数5.3.4几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径(2) 计算中心距(3) 计算齿轮宽度圆整后取将计算结果列表备用图5-1减速器内部传动件设计结果汇总表高速级低速级小大小大中心距(a
25、)mm116165m1.51.52.52.5z3012032100d46.4185.680250b50458580材料，热处理40Cr调质45钢调质40Cr调质45钢调质齿面硬度280HBS240HBS280HBS240HBS第六章 轴的设计校核6.1 轴的基本设计6.1.1 轴的材料选择根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。6.1.2 轴的最小直径估算A0值由所引用教材表153确定：A0=112高速轴： 因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一个键槽。取=20mm中间轴：因中间轴上要安装两个齿轮，设有两个键槽。取=32mm输出轴：因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。取=426.2
26、 轴的结构设计6.2.1 高速轴的结构设计(1) 各轴段直径的确定：滚动轴承处轴段：=35mm滚动轴承选取6207，其尺寸为dDT=35mm72mm17mm：挡油环段，根据装配关系确定：=40mm：小齿轮轴段，根据齿轮直径选得：=50mm：根据可取得：=40mm：滚动轴承处轴段： =35mm ：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封=30mm）：最小直径，安装大带轮的外伸轴段= 24mm 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径较小采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理。(2) 各轴段长度的确定:由滚动轴承及装配关系确定=15mm
27、：由箱体结构，轴承端盖装配关系确定=22mm：由齿轮宽度确定=54mm:由箱体内部各级齿轮间的结构关系确定=118mm：有滚动轴承及装配关系确定=17mm：由箱体结构，轴承端盖及装配关系确定=40mm：由大带轮的毂孔宽度B=35mm确定=38mm6.2.2中间轴的结构设计(1) 各轴段直径的确定：滚动轴承处轴段：=50mm滚动轴承选取6210，其尺寸为dDT=50mm90mm20mm：高速级大齿轮轴段，=56mm：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=68mm：低速级小齿轮轴段，=86mm：挡油环段，根据装配关系确定，=56mm：滚动轴承处轴段： =50mm(2) 各轴段长度的确定：由滚动轴承，挡油
28、盘及装配关系确定=48mm：由高级大齿轮的毂孔宽度B=45mm确定=42mm：由装配关系确定=10mm：由低级小齿轮的毂孔宽度B=85mm确定=90mm：由档油盘：=22mm：滚动轴承及装配关系确定，=18mm6.2.3 低速轴的结构设计：(1) 各轴段直径的确定 ：最小直径，安装联轴器的处伸轴段： =42mm：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=48mm ：滚动轴承处轴段：=50mm滚动轴承选取6210，其尺寸为dDT=60mm130mm33.5mm：过渡轴段，考虑档油盘的轴向定位要求=58mm：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=64mm ：低速级大齿轮
29、轴段，=54mm：滚动轴承处轴段：=50mm(2) 各轴段长度的确定：由联轴器毂孔的长度确定=82mm：由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定=40mm：由滚动轴承确定：=30mm：由装配关系，箱体结构等确定=64mm：轴环宽度=12mm：由低级大齿轮的毂孔宽度B=80mm确定=76mm：由滚动轴承，档油盘及装配关系确定=52mm6.3 轴的校核校核中间轴为例6.3.1 轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：齿轮对轴的作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可确定中间轴上的两齿轮的力的作用点的位置。轴上安装的6210轴承.简化后可得各段长度如下：6.3.2 绘制轴的力学模型图图6-
30、1中间轴的受力图6.3.3计算轴上的作用力齿轮2:齿轮3:(1) 水平面(2) 垂直面支反力(3) 绘制扭矩图，弯矩图，合成弯矩图图6-2中间轴弯矩图、合成弯矩图、扭矩图6.3.4 轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料45钢，调质处理，由所引用的教材表151查得：B=640 Mpa -1=275 Mpa -1=155 Mpa，取=0.1 =0.26.3.5 危险截面上的应力由图可知：c-c截面左侧合成弯矩最大，扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面，b-b截面（右侧）合成弯矩虽不是最大，但该截面也可能是危险截面，若从疲劳强度考虑，c-c，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面的应力集中更严重，故
31、c-c截面左侧和b-b截面左右侧均可能是疲劳破坏的危险截面。所以：抗弯截面系数W=d3/32-bt（d- t）2/2d危险截面左侧：B截面抗弯截面系数=0.1=0.1=63605.6 C截面抗弯截面系数=0.1=0.1=17561.6轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力取=0.6B截面轴的计算应力：C截面轴的计算应力：由表15-1知，所以所以综上所述B、C截面都是安全的，从而中间轴是安全的。6.4 键的选择和校核这里只校核中间轴的细部结构设计，高速级大齿轮处键1为bhL =12840（t=5mm，r=0.3mm），低速级小齿轮键2为bhL=12870（t=5mm，r=0.3mm），由于是同一
32、根轴上的键；传递的转矩相同，所以只需较核短的键即可，齿轮轴段d=40mm，键的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm，传递的转矩T2 =204.27NM，按所引用教材，由6-2查出键静联接时的挤压许用应力 =100 Mpa。（键，齿轮轮毂，轴的材料均为45钢调质）=2T103/kld=2204.27103/4.54550Mpa =100 Mpa，所以键联接强度足够。6.5 滚动轴承的选择和校核校核中间轴上的轴承6.5.1 滚动轴承的选择(1) 选择轴承型号及确定有关计算参数根据载荷速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。()由中间轴的结构设计，根据d21=d25=50mm，选取6210，基本参数，
33、查表15-7 当时，；当时，(2) 由前面计算得则:轴承反装: ; 取故2号轴承危险(3) 校核危险轴承的寿命由公式13-5：,其中，圆锥滚子轴承综上所述：轴承是合格的第七章 减速器附件选择7.1 箱体主要结构尺寸的确定 表7-1 二级减速器铸造箱体的结构尺寸名称尺寸箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱体凸缘厚度箱座12mm箱盖12mm箱底座20mm加强肋厚箱座8mm箱盖8mm地脚螺钉数目6轴承旁连接螺栓直径M14箱盖箱座连接螺栓直径M10轴承盖螺钉直径和数目M10 6 M10 6 M12 6轴承盖外径sD2观察孔盖螺钉直径M6df、d1、d2至箱外壁距离df、d2至凸缘边缘的距离C1=26mm C
34、2=24mmC1=22mm C2=20mmC1=16mm C2=14mm轴承旁凸台半径 R1=C2箱体外壁至轴承座端面距离L1=42mm7.2 箱内传动件轮廓位置及其相对位置的确定先画出箱内传动零件的中心线，齿轮、齿顶圆、节圆、齿根圆、轮缘及轮毂宽等轮廓尺寸。7.3 箱体内壁位置的确定箱体内壁与齿轮轮毂端面应留有一定的距离（一般或1015，为箱座壁厚）；对于圆柱齿轮减速器，小齿轮齿顶圆与箱体内壁间的距离暂时不确定，待进一步设计时，再由主视图上箱体结构的投影确定。7.4 减速器内部轴系结构的设计1 轴承的润滑与密封设计(1) 轴承的润滑当滚动轴承dn值小于2105r/min时，一般采用润滑脂润滑
35、，为防止箱内润滑油进入轴承，使轴承内壁润滑脂稀释流出，通常在箱体轴承座内侧一端安装挡油环，轴承距内壁的距离为1015。(2) 轴承的密封为防止轴承内的润滑剂向外泄露以及外界的灰尘等杂质渗入，导致轴承腐蚀及磨损，应该设密封装置。毡圈油封适用于脂润滑，圆周速度不大于45m/s，要求环境清洁。2 轴承端盖的结构设计轴承用来密封，轴向固定轴承，承受轴向载荷和调整间隙。设计时采用嵌入式轴承端盖，嵌入式轴承端盖轴向结构紧凑，与箱体间无需用螺栓联接。但密封性能差，一般应选用带O型密封圈的结构。7.5 设计箱体及其附件的结构1. 箱体结构形式减速器箱体一般用灰铸铁(HT150或HT200)铸造而成。2. 附件
36、的结构(1) 视孔和视孔盖视孔盖用轧制钢板或铸铁制成，它和箱体之间应加纸质密封垫片，防止漏油。(2) 通气器通常在箱体顶部设通气器。(3) 放油螺塞换油时，应在箱体底部、油池最低位置处开设放油孔，放油螺塞和箱体接合面之间应加垫圈，防止漏油。(4) 油面指示器采用杆式油表。(5) 起吊装置起吊装置由吊环螺钉、吊耳、吊钩组成。吊环螺钉是标准件，设计时，按起吊重量选取，吊环螺钉安装在箱盖凸缘加工的螺孔中。(6) 起盖螺钉常在箱盖联接凸缘位置加工出12个螺孔，直径与箱体凸缘联接螺栓直径相同。(7) 定位销采用圆锥销，一般取定位销直径为箱体凸缘联接螺栓直径的0.70.8倍左右。第八章 参考资料及设计小结
37、8.1 参考文献机械设计机械设计基础课程设计 王昆主编 高等教育出版社 1995机械设计课程设计指导书 龚桂义主编 高等教育出版社 2005机械设计课程设计手册 吴宗泽主编 高等教育出版社 2006机械设计手册 机械工业出版社 2004机械设计（第八版） 濮良贵主编 高等教育出版社 2007机械设计课程设计 刘俊龙 廖仁文主编 机械工业出版社 1992机械设计课程设计 黄珊秋主编 机械工业出版社 19998.2 小结通过三周的学习设计,让我体会到机构设计的奥妙,我知道我现所学到的只是机械设计基础的基础,万丈高楼平地起.这次的学习带我步入设计的方向与思路,带我抓住了机械方面的绳索.但是在这机械大
38、世界中我只是刚入门的新手。课程设计开发了我们新的视野，同样给了我许多的知识。 在整个设计过程中，我从不知道从哪里下手到最后的很熟练的编写设计说明书。中间遇到过很多困难，但是我一直没有放弃过，我通过查看参考书籍，请教学长等方法克服困难，最后完成设计。由于是第一次这样独立的完成整个设计过程，设计的东西还是存在很多不足的地方，但是由于时间有限这一次没有时间做更多的比较和修改了。但是经过这一次我会明白更多，丰富了我的设计经验，以后的设计会更加顺利。8.3 致谢首先我要感谢的是*老师的指导。*老师每天都准时到教室去给我们指导，何老师的指导使我节省了很多时间，我少翻了很多没必要的书。然后我要感谢一直和我一
39、起做设计的顾文斌同学，他的理论知识比我好，当老师不在的时候我问得最多的就是他，每次他都很细心的给我解释，一点都不介意会耽误他的进度。然后就是*和*同学，其实在整个设计中很多数值的选择都是很随机的，但是我一开始总是没办法接受，总觉得应该是有一个唯一确定的值，是他们多次的说教才让我慢慢接受过来。还有李会在同学，中间轴的校核我一直卡在那里没有做就是因为我的材料力学方面的东西都忘记了，但是在他的帮助下我又将那些东西捡起来了，而且一个下午我就将所有的校核全部完成了。最后还得感谢06级和05级的学长，Auto CAD是大一学的，可是两年来几乎没碰过让我已经忘记得差不多了，在他们的帮助下我慢慢地都想起来了，并顺利地完成了绘图。综合整个设计过程，当然自己还是最大的功臣，也得好好感谢一些自己这些天来付出的努力。希望以后自己一如既往的不放弃。
